二级斜齿输入联轴器输出开式齿轮F5VDX.docx

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二级斜齿输入联轴器输出开式齿轮F5VDX

机械设计（论文）说明书

题目：

二级斜齿圆柱齿轮减速器

系别：

XXX系

专业：

学生姓名：

学号：

指导教师：

职称：

第一部分课程设计任务书-------------------------------3

第二部分传动装置总体设计方案-------------------------3

第三部分电动机的选择--------------------------------4

第四部分计算传动装置的运动和动力参数-----------------7

第五部分齿轮的设计----------------------------------8

第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17

第七部分键连接的选择及校核计算-----------------------20

第八部分减速器及其附件的设计-------------------------22

第九部分润滑与密封----------------------------------24

设计小结--------------------------------------------25

参考文献--------------------------------------------25

第一部分课程设计任务书

一、设计课题：

设计两级展开式圆柱齿轮减速器,工作机效率为0.96（包括其支承轴承效率的损失,使用期限6年（300天/年）,2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。

二.设计要求:

1.减速器装配图一张。

2.绘制轴、齿轮等零件图各一张。

3.设计说明书一份。

三.设计步骤:

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.计算传动装置的运动和动力参数

5.齿轮的设计

6.滚动轴承和传动轴的设计

7.键联接设计

8.箱体结构设计

9.润滑密封设计

10.联轴器设计

第二部分传动装置总体设计方案

1.组成：

传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.特点：

齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3.确定传动方案：

考虑到电机转速高，传动功率大，将开式齿轮设置在低速级。

其传动方案如下：

图一:

传动装置总体设计图

初步确定传动系统总体方案如:

传动装置总体设计图所示。

选择开式齿轮传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。

计算传动装置的总效率ηa:

ηa=η1η23η32η4η5=0.99×0.993×0.972×0.95×0.96=0.81

η1为联轴器的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为开式齿轮传动的效率,η5为工作机的效率（包括工作机和对应轴承的效率）。

第三部分电动机的选择

1电动机的选择

皮带速度v:

v=0.4m/s

工作机的功率pw:

pw=2.6KW

电动机所需工作功率为:

pd=3.21KW

执行机构的曲柄转速为:

n=23.4r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮传动的传动比范围为i1=2~5，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为ia=16~200，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（16~200）×23.4=374.4~4680r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。

2确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比：

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:

ia=nm/n=960/23.4=41

（2）分配传动装置传动比:

ia=i0×i

式中i0,i1分别为开式齿轮和减速器的传动比。

为使开式齿轮传动外廓尺寸不致过大，选取i0=2.5，则减速器传动比为:

i=ia/i0=41/2.5=16.4

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:

i12=

则低速级的传动比为:

i23=3.55

第四部分计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:

nI=nm=960=960r/min

nII=nI/i12=960/4.62=207.8r/min

nIII=nII/i23=207.8/3.55=58.5r/min

nIV=nIII/i0=58.5/2.5=23.4r/min

（2）各轴输入功率:

PI=Pd×η1=3.21×0.99=3.18KW

PII=PI×η2⋅η3=3.18×0.99×0.97=3.05KW

PIII=PII×η2⋅η3=3.05×0.99×0.97=2.93KW

PIV=PIII×η2⋅η4=2.93×0.99×0.95=2.76KW

则各轴的输出功率：

PI'=PI×0.99=3.15KW

PII'=PII×0.99=3.02KW

PIII'=PIII×0.99=2.9KW

PIV'=PIV×0.99=2.73KW

（3）各轴输入转矩:

TI=Td×η1

电动机轴的输出转矩:

Td==31.9Nm

所以：

TI=Td×η1=31.9×0.99=31.6Nm

TII=TI×i12×η2⋅η3=31.6×4.62×0.99×0.97=140.2Nm

TIII=TII×i23×η2⋅η3=140.2×3.55×0.99×0.97=478Nm

TIV=TIII×i0×η2⋅η4=478×2.5×0.99×0.95=1123.9Nm

输出转矩为：

TI'=TI×0.99=31.3Nm

TII'=TII×0.99=138.8Nm

TIII'=TIII×0.99=473.2Nm

TIV'=TIV×0.99=1112.7Nm

第六部分齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

1齿轮材料、热处理及精度：

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。

1）材料：

高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：

274~286HBW。

高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：

225~255HBW。

取小齿齿数：

Z1=25，则：

Z2=i12×Z1=4.62×25=115.5取：

Z2=116

2）初选螺旋角:

β=13.50。

2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

确定各参数的值:

1）试选Kt=1.6

2）T1=31.6Nm

3）选取齿宽系数ψd=1

4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.44

6）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/25+1/116）]×cos13.50=1.677

7）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×25×tan13.50=1.91

8）由式8-19得:

Zε====0.772

9）由式8-21得：

Zβ===0.99

10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim2=530MPa。

11）计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N1=60nkth=60×960×1×6×300×2×8=1.66×109

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=1.66×109/4.62=3.59×108

12）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.88,KHN2=0.9

13）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]1==0.88×650=572MPa

[σH]2==0.9×530=477MPa

许用接触应力:

[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（572+477）/2=524.5MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d1t:

==38.5mm

4修正计算结果：

1）确定模数：

mn===1.5mm

取为标准值:

2mm。

2）中心距：

a===145mm

3）螺旋角：

β=arccos=arccos=13.50

4）计算齿轮参数：

d1===51mm

d2===239mm

b=φd×d1=51mm

b圆整为整数为：

b=51mm。

5）计算圆周速度v:

v===2.56m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为8级。

6）同前，ZE=189.8。

由图8-15查得节点区域系数为:

ZH=2.44。

7）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/25+1/116）]×cos13.50=1.677

8）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×25×tan13.50=1.91

9）εγ=εα+εβ=3.587

10）同前，取:

εβ=1

Zε====0.772

11）由式8-21得：

Zβ===0.99

12）由表8-2查得系数：

KA=1，由图8-6查得系数：

KV=1.1。

13）Ft===1239.2N

==24.3<100Nmm

14）由tanαt=tanαn/cosβ得：

αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan200/cos13.50）=20.50

15）由式8-17得：

cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos13.5cos20/cos20.5=0.98

16）由表8-3查得：

KHα=KFα=1.2

17）由表8-4得：

KHβ=1.17+0.16（1+0.6ψd2）ψd2+0.61×10-3b=1.46

18）K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.2×1.46=1.93

计算K值满足要求，计算结果可用。

5校核齿根弯曲疲劳强度：

（1）确定公式内各计算数值：

1）当量齿数：

ZV1=Z1/cos3β=25/cos313.50=27.2

ZV2=Z2/cos3β=116/cos313.50=126.2

2）

εαV=[1.88-3.2×（1/ZV1+1/ZV2）]cosβ

=[1.88-3.2×（1/27.2+1/126.2）]×cos13.50=1.689

3）由式8-25得重合度系数：

Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.68

4）由图8-26和εβ=1.91查得螺旋角系数Yβ=0.88

5）

==3.15

前已求得:

KHα=1.2<3.15，故取：

KFα=1.2

6）

===11.33

且前已求得:

KHβ=1.46，由图8-12查得：

KFβ=1.43

7）K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.2×1.43=1.89

8）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：

齿形系数:

YFa1=2.56YFa2=2.17

应力校正系数:

YSa1=1.62YSa2=1.83

9）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：

σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa

10）同例8-2：

小齿轮应力循环次数:

N1=1.66×109

大齿轮应力循环次数:

N2=3.59×108

11）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

KFN1=0.84KFN2=0.86

12）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[σF]1===323.1

[σF]2===251.4

==0.01284

==0.0158

大齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥

==1.14mm

1.14≤2所以强度足够。

（3）各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d1=51mm

d2=239mm

b=ψd×d1=51mm

b圆整为整数为：

b=51mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b1=56mmb2=51mm

中心距：

a=145mm，模数：

m=2mm

（二）低速级齿轮传动的设计计算

1齿轮材料、热处理及精度：

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。

1）材料：

高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：

274~286HBW。

高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：

225~255HBW。

取小齿齿数：

Z3=26，则：

Z4=i23×Z3=3.55×26=92.3取：

Z4=92

2）初选螺旋角:

β=110。

2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

确定各参数的值:

1）试选Kt=1.6

2）T2=140.2Nm

3）选取齿宽系数ψd=1

4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.45

6）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z3+1/Z4）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/26+1/92）]×cos110=1.691

7）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ3tanβ=0.318×1×26×tan110=1.61

8）由式8-19得:

Zε====0.769

9）由式8-21得：

Zβ===0.99

10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim2=530MPa。

11）计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N3=60nkth=60×207.8×1×6×300×2×8=3.59×108

大齿轮应力循环次数：

N4=60nkth=N3/u=3.59×108/3.55=1.01×108

12）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:

KHN3=0.9,KHN4=0.92

13）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]3==0.9×650=585MPa

[σH]4==0.92×530=487.6MPa

许用接触应力:

[σH]=（[σH]3+[σH]4）/2=（585+487.6）/2=536.3MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d3t:

==63.5mm

4修正计算结果：

1）确定模数：

mn===2.4mm

取为标准值:

3mm。

2）中心距：

a===180.3mm

3）螺旋角：

β=arccos=arccos=110

4）计算齿轮参数：

d3===79mm

d4===281mm

b=φd×d3=79mm

b圆整为整数为：

b=79mm。

5）计算圆周速度v:

v===0.86m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为8级。

6）同前，ZE=189.8。

由图8-15查得节点区域系数为:

ZH=2.45。

7）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z3+1/Z4）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/26+1/92）]×cos110=1.691

8）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ3tanβ=0.318×1×26×tan110=1.61

9）εγ=εα+εβ=3.301

10）同前，取:

εβ=1

Zε====0.769

11）由式8-21得：

Zβ===0.99

12）由表8-2查得系数：

KA=1，由图8-6查得系数：

KV=1.1。

13）Ft===3549.4N

==44.9<100Nmm

14）由tanαt=tanαn/cosβ得：

αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan200/cos110）=20.40

15）由式8-17得：

cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos11cos20/cos20.4=0.98

16）由表8-3得：

KHα=KFα=1.2

17）由表8-4得：

KHβ=1.17+0.16（1+0.6ψd2）ψd2+0.61×10-3b=1.47

18）K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.2×1.47=1.94

计算K值满足要求，计算结果可用。

5校核齿根弯曲疲劳强度：

（1）确定公式内各计算数值：

1）当量齿数：

ZV3=Z3/cos3β=26/cos3110=27.5

ZV4=Z4/cos3β=92/cos3110=97.3

2）

εαV=[1.88-3.2×（1/ZV3+1/ZV4）]cosβ

=[1.88-3.2×（1/27.5+1/97.3）]×cos110=1.699

3）由式8-25得重合度系数：

Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.67

4）由图8-26和εβ=1.61查得螺旋角系数Yβ=0.91

5）

==2.91

前已求得:

KHα=1.2<2.91，故取：

KFα=1.2

6）

===11.7

且前已求得:

KHβ=1.47，由图8-12查得：

KFβ=1.44

7）K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.2×1.44=1.9

8）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：

齿形系数:

YFa3=2.56YFa4=2.21

应力校正系数:

YSa3=1.62YSa4=1.8

9）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：

σFlim3=500MPaσFlim4=380MPa

10）同例8-2：

小齿轮应力循环次数:

N3=3.59×108

大齿轮应力循环次数:

N4=1.01×108

11）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

KFN3=0.86KFN4=0.89

12）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[σF]3===330.8

[σF]4===260.2

==0.01254

==0.01529

大齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥

==1.84mm

1.84≤3所以强度足够。

（3）各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d3=79mm

d4=281mm

b=ψd×d3=79mm

b圆整为整数为：

b=79mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b3=84mmb4=79mm

中心距：

a=180mm，模数：

m=3mm

第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计

Ⅰ轴的设计

1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:

P1=3.18KWn1=960r/minT1=31.6Nm

2求作用在齿轮上的力:

已知高速级小齿轮的分度圆直径为:

d1=51mm

则:

Ft===1239.2N

Fr=Ft×=1239.2×=463.8N

Fa=Fttanβ=1239.2×tan13.50=297.3N

3初步确定轴的最小直径:

先初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0=112，得：

dmin=A0×=112×=16.7mm

输入轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:

Tca=KAT1，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取:

KA=1.2，则:

Tca=KAT1=1.2×31.6=37.9Nm

由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:

LT4型，其尺寸为：

内孔直径20mm，轴孔长度38mm，则：

d12=20mm，为保证联轴器定位可靠取：

l12=36mm。

半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：

D=30mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：

d23=25mm。

大带轮右端距箱体壁距离为20，取:

l23=35mm。

4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:

初选轴承的类型及型号。

为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:

d34=d78=30mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：

7206C型角接触球轴承，其尺寸为:

d×D×T=30×62×16mm，轴承右端采用挡油环定位，取:

l34=16mm。

右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得7206C。

型轴承的定位轴肩高度：

h=3mm，故取：

d45=d67=36mm。

齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。

由于:

d1≤2d56，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:

l56=56mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:

l67=s+a=10+8=18mm

l45=b3+c+a+s=84+12+10+8=114mm

l78=T=16mm

5轴的受力分析和校核:

1）作轴的计算简图（见图a）:

根据7206C轴承查手册得a=14.2mm

齿宽中点距左支点距离L2